РОЗРАХУНКОВА ЧАСТИНА

2.1 Тепловий розрахунок

Перерахування масових витрат теплоносія здійснюємо за формулою:

кг/с, (2.1)

де G' = 28,0 т/год – масові витрати бензолу.

Теплове навантаження на апарат по гарячому теплоносію визначаємо за формулою:

Q = G_гар ∙ С_гар ∙ , Вт, (2.2)

де G_гар – масові витрати гарячого теплоносія - бензолу, кг/с;

С_гар – питома теплоємність бензолу при середній температурі, Дж/кг·К;

– початкова температура бензолу, ⁰С;

– кінцева температура бензолу, ⁰С.

Для визначення середнього температурного напору на рисунку 2.1 наведено рух теплоносія – протиток, відповідно до завдання.

85⁰С 65⁰С гарячий теплоносій – бензол

25⁰С 15⁰С холодний теплоносій – вода

Рисунок 2.1 – Протиточний рух теплоносіїв

За рисунком 2.1 визначаємо:

– максимальну різницю температур:

∆ t _max = 85-25 = 60⁰С; (2.3)

– мінімальну різницю температур:

∆ t _min = 65 – 15 = 50⁰С.

Оскільки має місце співвідношення ˂ 2, (2.4)

то середній температурний напір визначаємо за формулою:

⁰С. (2.5)

Визначаємо середню температуру води за формулою:

⁰С. (2.6)

Середню температуру води, яка необхідна для розрахунку середньої температури бензолу, розраховуємо за формулою:

t_б = t_в + ∆ t_сер = 20+55 = 75⁰С. (2.7)

При t_б = 75⁰С теплоємність бензолу становить С_б = 1999,75 Дж/кг∙К, [1, с.809].

При t_в = 20⁰С теплоємність води становить С_в = 4185,81 Дж/кг∙К, [1, с.808].

За формулою (2.2) визначаємо теплове навантаження на апарат:

Q = G_гар ∙ С_гар ∙ = 7,78 ∙1999,75 ∙ (85- 65) = 311161,1 Вт.

Масові витрати охолоджуючої води визначаємо за формулою:

кг/с, (2.8)

де = 15⁰С – початкова температура води;

= 25⁰С – кінцева температура води.

Розрахунок площі поверхні. Вибір теплообмінника.

Для вибору теплообмінника необхідно визначити величину площі поверхні теплообміну.

Так як з води на стінках може відкладатись осад водяного каменю, то вода направляється у трубний простір, а бензол – в міжтрубний. Користуючись довідниковими даними, мінімальне орієнтовне значення коефіцієнта теплопередачі приймаємо: К_ор = 650 Вт/м²∙К [2, с.172, табл.4.8].

Орієнтовне значення площі поверхні теплообміну становить:

м². (2.9)

Приймаємо труби діаметром 25×2 мм, внутрішній діаметр яких дорівнює:

d_вн = 25 – 2 ∙ 2 = 21 мм = 0,021 м.

Рух рідини в трубному простору є турбулентний, якому відповідає критерій Рейнольдса, Rе > 10000. В цьому випадку швидкість руху води в трубному просторі визначаємо за формулою:

м/с, (2.10)

де μ_в =1,0∙10^-3 Па∙с – в’язкість води при t = 20⁰С [1, с.806];

ρ_в = 998 кг/м³ – густина води при t = 20⁰С [1, с.804].

Визначаємо кількість труб, які забезпечують витрати води при Rе = 10000:

(2.11)

Приймаємо умовно теплообмінник за довідниковими даними [2, с.214, табл.4.12].

Умовам < 47 та F_ор < 8,7 м² задовольняє теплообмінник одноходовий з наступною характеристикою (таблиця 2.1).

Таблиця 2.1 – Характеристика умовно прийнятого кожухотрубного теплообмінника

№ п/п	Показник	Позначення	Одиниця вимірювання	Значення
	Діаметр кожуха	Д	мм
	Довжина труб	l	м
	Поверхня теплообміну	F	м2	6,0
	Відношення кількості труб на один хід		шт

Визначаємо коефіцієнт тепловіддачі для води за формулою:

Вт/м²∙К, (2.12)

де Nu_в – критерій Нуссельта;

λ_в – теплопровідність води, Вт/м∙К.

Уточнюємо значення критерію Rе _в:

, (2.13)

де n' = 47 шт – розрахункова кількість труб;

n = 37 шт – прийняте число труб на один хід.

Визначаємо критерій Прандтля для води при t = 20⁰С:

, (2.14)

де λ_в ²⁰ = 0,5974 Вт/м∙К – теплопровідність води при t = 20⁰С.

Підбираємо критеріальне рівняння для турбулентного руху рідини всередині труб.

Для турбулентного руху води в середині труб критерій Нуссельта становить:

(2.15)

Для розрахунку приймаємо з наступною перевіркою, та Е_φ = 1 [2, табл.4.3].

В цьому випадку критерій Нуссельта становить:

=

= 0,021 ∙ 1 ∙ 12703^0,8 ∙7,0^0,43 ∙ 1,05 = 97,7.

Отримані результати розрахунків підставляємо в формулу (2.12):

Вт/м²∙К.

Визначаємо коефіцієнт тепловіддачі для бензолу, який конденсується в міжтрубному просторі з поперечними перегородками.

За довідниковими даними [2, с.215, табл.4.12], [2, с.538] визначаємо за формулою стрілку сегмента перегородки:

мм, (2.16)

де Д_вн = 273 мм – внутрішній діаметр кожуха, [2, с.215, табл.4.12];

h = 40 мм – відстань по діагоналі до хорди сегмент,

[2, с.583, табл.ХХХV].

Відстань між перегородками визначаємо за формулою:

, мм, (2.17)

де Х – коефіцієнт, який враховує звуження перетину при наявності труб, визначаємо за рівнянням:

, (2.18)

де d = 25 мм – діаметр труб,

t = 32 мм – шаг труб [1, с.429].

Отримане значення підставляємо в формулу (2.17) і розраховуємо відстань між перегородками:

мм.

Швидкість руху потоку бензолу в прохідному (живому) перерізі перегородки розраховуємо за формулою:

м/с, (2.19)

де S_ж.п =1,3·10^-2 м² – площа прохідного перерізу в вирізі перегородки,

[2, с.583, табл.ХХХV];

ρ_б = 820,25 кг/м³ – густина бензолу при t = 75 ⁰С, [1, с.805].

Визначаємо критерій Рейнольдса для міжтрубного простору, по якому рухається бензол за формулою:

, (2.20)

де μ_б = 0,3345∙10^-3 Па∙с – в’язкість бензолу при t = 75⁰С, [1, с.807].

Для міжтрубного простору кожухотрубного теплообмінника з поперечними перегородками при Rе > 1000 критеріальне рівняння має вид:

(2.21)

Критерій Прандтля для бензолу при t = 75 ⁰С становить:

, (2.22)

де С_б =1999,75 Дж/кг∙К – питома теплоємність бензолу при t = 75 ⁰С, [1, с.809];

λ_б = 0,1314 Вт/м∙К – теплопровідність бензолу при t = 75 ⁰С,

[1, с.811].

Для визначення критерія Прандтля стінки бензолу необхідно визначити середню температуру стінки бензолу, яка становить:

⁰С. (2.23)

Визначаємо критерій Прандтля для стінки бензолу за формулою:

, (2.24)

де = 0,45∙10^-3 Па∙с, [1, с.807];

= 1864,5 Дж/кг∙К, [1, с.809];

= 0,1386 Вт/м∙К. [1, с.811].

Коефіцієнт Е_φ, який враховує кут атаки приймаємо рівним 0,6 (кут атаки 25⁰) [2, табл.4.5].

Отримані результати підставляємо в формулу (2.21):

(2.25)

Коефіцієнт тепловіддачі для бензолу визначаємо за формулою:

Вт/м²∙К. (2.26)

Для визначення коефіцієнту теплопередачі приймаємо:

– теплову провідність зі сторони води:

Вт/м²∙К [2, табл.ХХХІ];

– теплову провідність зі сторони бензолу:

Вт/м²∙К;

– коефіцієнт теплопровідності сталі:

λ_ст = 46,5 Вт/м∙К [2, табл.ХХVІІІ].

Загальну теплову забрудненість визначаємо за формулою:

Вт/м²∙К, (2.27)

де δ = 0,002 м – товщина стінки труби.

На підставі розрахунків коефіцієнт теплопередачі визначаємо за формулою:

Вт/м²∙К. (2.28)

Питоме теплове навантаження розраховуємо за формулою:

q = К ∙ ∆ t_сер = 649 ∙ 55 = 35695 Вт/м². (2.29)

Перевіряємо прийняте значення , розраховуючи:

– різницю температури води:

⁰С; (2.30)

– середню уточнену температуру стінки води:

∆ t_ст.в = ∆ t_.в + t_в = 20+12,8= 32,8⁰С. (2.31)

Уточнюємо критерій Прандтля для стінки води, який становить:

, (2.32)

де = 0,7604∙10^-3 Па∙с, [1, с.806];

= 4183,44 Дж/кг∙К, [1, с.806];

= 0,6197 Вт/м∙К, [1, с.809].

Уточнюємо співвідношення:

Різниця між прийнятим і розрахованим складає %, що допустимо. (2.33)

Примітка: межа різниці між прийнятою та розрахунковою величиною не повинна перебільшувати 5%.

Розрахункова поверхня теплообміну:

м². (2.34)

До установки приймаємо один одноходовий теплообмінник типу ХК з наступною характеристикою, яка представлена в таблиці 2.2.

Таблиця 2.2 – Характеристика прийнятого кожухотрубного теплообмінника

№ п/п	Показник	Позначення	Одиниця вимірювання	Значення
	Діаметр кожуха	Д	мм
	Довжина труб	l	м	3,0
	Поверхня теплообміну	F	м2	9,0
	Відношення кількості труб на один хід		шт

Запас площі поверхні теплообміну:

%, (2.35)

де n =1 – кількість теплообмінних апаратів;

F_пр =9 м² – прийнята площа поверхні теплообміну, [2, с.215, табл.4.12];

F = 8,7 м² – розрахункова поверхня теплообміну (див. формулу 2.34).

2.2 Розрахунок діаметрів штуцерів

Розрахунок діаметрів здійснюємо за рівнянням нерозірваності потоку:

, м. (2.36)

Розраховуємо діаметри штуцерів для міжтрубного простору вводу та виводу бензолу за формулою (2.36):

м, (2.37)

де w_б – лінійна швидкість рідини, м/с.

Користуючись довідниковими даними [1, с.187], лінійна швидкість рідини знаходиться в інтервалі 0,5-4 м/с. Приймаємо w = 1,5 м/с.

Визначаємо діаметри штуцерів для трубного простору вводу та виводу води за формулою (2.36):

м, (2.38)

де w_в – лінійна швидкість води, м/с.

Користуючись довідниковими даними [1, с.187], приймаємо лінійну швидкість подачі води w_в = 1,0 м/с.

Умовні діаметри штуцерів приймаємо згідно ГОСТу та зводимо їх у таблицю 2.3.

Таблиця 2.3 – Діаметри штуцерів

2.3 Розрахунок гідравлічного опору теплообмінника

Гідравлічний опір теплообмінника визначаємо за формулою:

, Па, (2.39)

де λ – коефіцієнт тертя;

l – довжина труби, м;

d _в– внутрішній діаметр труби, м;

∑ ζ – сума місцевих опорів;

W – масова швидкість, кг/м²∙с;

ρ – густина рідини, кг/м³.

Опір трубного простору

По трубам рухається вода з масовою швидкістю:

W_в = w_в · ρ_в = 0,48· 998 = 479,04 кг/м²∙ с, (2.40)

де w_в = 0,48 м/с – лінійна швидкість води (див. формулу (2.10));

Коефіцієнт тертя λ знаходимо за формулою:

, (2.41)

де Критерій Rе = 12703 (див. формулу (2.13)).

Гідравлічний опір трубного простору визначаємо:

Па, (2.42)

де l = 3,0 м – довжина труб.

Тут перед значенням довжини труб стоїть множник 1, так як рідина йде по одному ходу.

Користуючись довідниковими даними [2, с.520], визначаємо коефіцієнти місцевих опорів:

− вхід та вихід в трубу:

ζ = 2·(1,5 + 1) = 5;

- поворот між ходами - немає, так як теплоносій рухається по одному ходу;

– разом: ∑ ζ = 5,0.

Гідравлічний опір міжтрубного простору.

По міжтрубному простору рухається бензол з масовою швидкістю:

W_б = w_б ∙ ρ_б = 0,73 ∙ 820,25 = 598,78 кг/м²∙с, (2.43)

де w_б = 0,73 м/с – лінійна швидкість бензолу (див. формулу (2.19));

ρ_б = 820,25 кг/м³ – густина гексану при t = 75⁰С.

За довідниковими даними [2, с.214] визначаємо число рядів труб при поперечному русі між перегородками, m = 7.

Число поперечних ходів між перегородками становить:

, (2.44)

де l = 3 м – довжина труби;

h = 0,13 м – відстань між перегородками [2, с.215].

Коефіцієнт опору визначаємо за формулою:

(2.45)

де Критерій Rе = 44752 (див. формулу (2.20)).

Згідно [1, табл.17] коефіцієнт опору при поперечному русі складатиме:

при 23 поперечних ходах коефіцієнт місцевих опорів становить:

ζ = 2,47 ∙ 23 = 56,81.

Інші місцеві опори дорівнюють:

− вхід і вихід:

2 ∙ 1,5 = 3;

− повороти біля перегородок:

22 ∙ 1,5 = 33.

∑ ζ = 56,81+3 +33= 92,81.

Па. (2.46)

2.4 Розрахунок та вибір відцентрового насосу

Вода для охолодження подається з ємності, яка знаходиться під атмосферним тиском в апарат, який працює під надлишковим тиском 0,1 МПа.

Геометрична висота підняття води – 15 м.

Температура води – 15 ⁰С.

Довжина трубопроводу на лінії всмоктування – 2,5 м; на лінії нагнітання 10 м.

На лінії нагнітання встановлений нормальний вентиль і є два коліна під кутом 90⁰.

Прийняли діаметри нагнітаючого і всмоктуючого трубопроводів однаковими і рівними діаметрам штуцерів на вході і виході води (d _3,4 = 100 мм, див. формулу (2.39)).

Приймаємо трубопровід зі сталі діаметром 108×4.

Уточнюємо швидкість води:

м/с. (2.47)

Визначаємо втрати на тертя і місцеві опори.

Визначаємо Критерій Rе при русі води по трубі за формулою:

,

де ρ = 998,5 кг/м³ – густина води при температурі води 15 ⁰С [1, с.804];

μ = 1,155 ∙ 10^-3 Па∙с – в’язкість води при температурі води 15 ⁰С, [1, с.806].

Режим руху – турбулентний.

Приймаємо абсолютну шорсткість стінок для сталевих труб l =0,2 мм, [4, с.48].

Відносна шорсткість труб ε:

(2.48)

Значення коефіцієнта тертя знаходимо за формулою:

(2.49)

Сума місцевих опорів [2,с.520, табл.ХІІІ].

На лінії всмоктуванні:

– вхід в трубу (края гострі) – ζ = 0,5;

– нормальний вентиль (повне відкриття) – d = 100 мм; ζ = 4,1.

∑ ζ_вс = 0,5 + 4,1= 4,6.

На лінії нагнітання:

– вихід з труби – ζ = 1;

– нормальний вентиль – d = 100 мм; ζ = 4,1;

– два коліна під кутом 90⁰ – ζ = 1,1 ∙ 2 = 2,2.

∑ ζ_наг = 1 + 4,1 + 2,2 = 7,3.

Втрата напору:

, м.

Втрата напору на лінії всмоктування:

м. (2.50)

Втрата напору на лінії нагнітання:

м. (2.51)

Загальна втрата напору:

h_заг = 0,24 + 0,45 =0,69 м. (2.52)

Вибір насосу.

Повний напір, який розвиває насос:

м, (2.54)

де Р _1, Р ₂ = 0,1 МПа – тиск в апараті, з якого /в який перекачують рідину;

Н_r = 15 м– геометрична висота підняття рідини;

g = 9,81 м²/с – прискорення вільного падіння;

h_заг = 0,69 м -загальна втрата напору.

Корисна потужність насосу:

кВт, (2.55)

де G =7,4 кг/с – масова витрата води (див. формулу (2.8)).

м³/год. (2.56)

Потужність двигуна:

кВт, (2.57)

де η_нас = 0,8;

η_пер = 0,95.

Потужність, яка споживається двигуном від мережі:

кВт, (2.58)

де η_дв = 0,8.

Враховуючи коефіцієнт запасу потужності β встановити двигун потужністю:

N_уст = N ∙ β =3,1 ∙ 1,3 = 4,03 кВт, (2.59)

де β = 1,3.

Встановлюємо відцентровий насос [3, табл.3.1] марки Х45/54 з наступною характеристикою [3, табл.3.1, с.29]:

продуктивність– Q = 45 м³/год;

висота напору – Н = 54 м;

число обертів – n = 2900 об/хв;

електродвигун – N = 22 кВт;

тип - 4А180S2.

Поиск по сайту: